汽車設(shè)計課程設(shè)計 五檔變速器設(shè)計,汽車設(shè)計課程設(shè)計,五檔變速器設(shè)計,汽車,設(shè)計,課程設(shè)計,五檔,變速器
2、軸的設(shè)計計算
2.1、軸的結(jié)構(gòu)
第一軸通常和齒輪做成一體，前端大都支撐在飛輪內(nèi)腔的軸承上，其軸徑根據(jù)前軸承內(nèi)徑確定。該軸承不承受軸向力，軸的軸向定位一般由后軸承用卡環(huán)和軸承蓋實(shí)現(xiàn)。第一軸長度由離合器的軸向尺寸確定，而花鍵尺寸應(yīng)與離合器從動盤轂的內(nèi)花鍵統(tǒng)一考慮。
中間軸分為旋轉(zhuǎn)軸式和固定軸式。本設(shè)計的中間軸采用的是旋轉(zhuǎn)軸式傳動方案。倒擋軸采用固定軸式，倒擋軸上的齒輪采用聯(lián)體齒輪，而高擋齒輪則分別用鍵固定在軸上，以便齒輪磨損后更換
2.2、確定軸的尺寸
變速器軸的確定和尺寸，主要依據(jù)結(jié)構(gòu)布置上的要求并考慮加工工藝和裝配工藝要求而定。在草圖設(shè)計時，由齒輪、換擋部件的工作位置和尺寸可初步確定軸的長度。而軸的直徑可參考同類汽車變速器軸的尺寸選定，也可由下列經(jīng)驗公式初步選定：
第二軸和中間軸中部直徑：
第一軸花鍵部分：
式中 ----發(fā)動機(jī)的最大扭矩，N·m
K----經(jīng)驗系數(shù)，K=4.04.6
為保證設(shè)計的合理性，軸的強(qiáng)度與剛度應(yīng)有一定的協(xié)調(diào)關(guān)系。因此，軸的直徑d與軸的長度L的關(guān)系可按下式選取：
第一軸和中間軸： d/L=0.160.18；
第二軸： d/L=0.180.21。
前面算過，5擋變速器殼體的軸向尺寸取3A，則L=363mm，中間軸兩支撐間距離略小于變速器殼體的軸向尺寸L，可近似取L=350mm進(jìn)行計算。
中間軸d/L=55/363=0.15<0.16，過小了，將d取大一點(diǎn)，取d=58mm，則d/L=0.16，滿足設(shè)計要求。
第二軸支撐間的距離通常由經(jīng)驗公式確定：
Lz=Lk-2b2=363-2×32=299
第二軸d/L=58/299=0.19，滿足設(shè)計要求。
2.3、軸的強(qiáng)度驗算
（1）軸的剛度驗算
對齒輪工作影響最大的是軸在垂直面內(nèi)產(chǎn)生的撓度和軸在水平面內(nèi)的轉(zhuǎn)角。前者使齒輪中心距發(fā)生變化，破壞了齒輪的正確嚙合；后者使齒輪相互歪斜。
初步確定軸的尺寸以后，可對軸進(jìn)行剛度和強(qiáng)度驗算。欲求中間軸式變速器第一軸的支點(diǎn)反作用力，必須先求第二軸的支反力。擋位不同，不僅圓周力、徑向力和軸向力不同，而且力到支點(diǎn)的距離也有變化，所以應(yīng)當(dāng)對每個擋位都進(jìn)行驗算。驗算時將軸看做鏈接支承的梁。作用在第一軸上的轉(zhuǎn)矩應(yīng)取Temax。
軸的撓度和轉(zhuǎn)角可按《材料力學(xué)》有關(guān)公式計算。計算時僅計算齒輪所在位置處軸的撓度和轉(zhuǎn)角。第一軸常嚙合齒輪副，因距離支承點(diǎn)近、負(fù)荷又小，通常撓度不大，故可不必計算。變速器齒輪在軸上的位置如圖2所示時，若軸在垂直面內(nèi)撓度為fc，在水平面內(nèi)撓度為fs和轉(zhuǎn)角為δ，則可分別用下式計算
圖2
全撓度
式中：
—齒輪齒寬中間平面上的徑向力（N）；
—齒輪齒寬中間平面上的圓周力（N；）
—彈性模量（MPa）,
—慣性矩(mm)，對于實(shí)心軸，；
—軸的直徑，花鍵處按平均直徑計算；
、—為齒輪上的作用力距支座、的距離（mm）；
—支座間的距離（mm）。
A. 對于第一軸與中間軸常嚙合齒輪：變速器軸向尺寸L=363mm，取a=33mm，則b=L-a=330mm
代入上式得：
滿足設(shè)計要求。
B. 一擋齒輪副中間軸上的齒輪：L=363mm，取a=3b2=3×32≈96（mm），b=L-a=267（mm）
代入上式得：
滿足設(shè)計要求。
C. 二擋齒輪副中間軸上的齒輪：L=363mm，取a=150（mm）， b=L-a=213（mm）
代入上式得：
滿足設(shè)計要求。
D. 三擋齒輪副中間軸上的齒輪：L=363mm，取a=163（mm）， b=L-a=200（mm）
代入上式得：
滿足設(shè)計要求。
E. 四擋齒輪副中間軸上的齒輪：L=363mm，取a=93（mm）， b=L-a=270（mm）
代入上式得：
滿足設(shè)計要求。
（2）軸的強(qiáng)度驗算
作用在齒輪上的徑向力和軸向力，使軸在垂直面內(nèi)彎曲變形，而圓周力使軸在水平面內(nèi)彎曲變形。在求取支點(diǎn)的垂直面和水平面內(nèi)的支反力Fc和Fs之后，計算相應(yīng)的彎矩Mc，Ms。軸在轉(zhuǎn)矩Tn和彎矩的共同作用下，其應(yīng)力為：
式中：
—計算轉(zhuǎn)矩，N·mm;
—軸在計算斷面處的直徑，花鍵處取內(nèi)徑，mm；
—彎曲截面系數(shù)，mm；
—在計算斷面處軸的水平彎矩，N·mm；
—在計算斷面處軸的垂向彎矩，N·mm；
—許用應(yīng)力。
變速器軸采用與齒輪相同的材料制作。
A． 對于第一軸與中間軸常嚙合齒輪：支點(diǎn)A的水平面內(nèi)和垂直 面內(nèi)支反力為：
強(qiáng)度滿足設(shè)計要求。
B． 一擋齒輪副中間軸上的齒輪：支點(diǎn)A的水平面內(nèi)和垂直面內(nèi)支反力為：
強(qiáng)度滿足設(shè)計要求。
C． 二擋齒輪副中間軸上的齒輪：支點(diǎn)A的水平面內(nèi)和垂直面內(nèi)支反力為：
強(qiáng)度滿足設(shè)計要求
D． 三擋齒輪副中間軸上的齒輪：支點(diǎn)A的水平面內(nèi)和垂直 面內(nèi)支反力為：
強(qiáng)度滿足設(shè)計要求。
E． 四擋齒輪副中間軸上的齒輪：支點(diǎn)A的水平面內(nèi)和垂直 面內(nèi)支反力為：
強(qiáng)度滿足設(shè)計要求。
變速器的設(shè)計計算
變速器齒輪的損壞形式主要有：輪齒折斷、齒面疲勞剝落（點(diǎn)蝕）、移動換擋齒輪端部破壞以及齒面膠合。變速器在工作時，齒輪受到較大的沖擊載荷作用；一對齒輪相互嚙合，齒面相互擠壓造成齒面點(diǎn)蝕；換擋瞬間在齒輪端部產(chǎn)生沖擊載荷。所以需要對齒輪進(jìn)行計算和校核。
1、輪齒設(shè)計計算
與其它機(jī)械設(shè)備用變速器比較，不同用途汽車的變速器齒輪使用條件仍是相似的。此外，汽車變速器齒輪用的材料、熱處理方法、加工方法、精度級別、支承方式也基本一致。如汽車變速器齒輪用低碳合金鋼制作，采用剃齒或磨齒精加工，齒輪表面采用滲碳淬火熱處理工藝，齒輪精度不低于7級。因此，比用于計算通用齒輪強(qiáng)度公式更為簡化一些的計算公式來計算汽車齒輪，同樣可以獲得較為準(zhǔn)確的結(jié)果。
1.1齒輪彎曲強(qiáng)度計算
（1）一擋直齒輪彎曲應(yīng)力：
3-23
式中：
—彎曲應(yīng)力（MPa）；
—圓周力（N），；為計算載荷（N·mm）；為節(jié)圓直徑（mm）；
—應(yīng)力集中系數(shù)， 取=1.65；
—摩擦力影響系數(shù)，主動齒輪=1.1，從動齒輪=0.9；
—齒寬(mm)；
—端面齒距，；
—齒形系數(shù)，=0.208
因為齒輪節(jié)圓直徑，式中為齒數(shù)，所以將上述有關(guān)參數(shù)帶入式3-23后得
3-24
當(dāng)計算載荷取作用到變速器第一軸上的最大轉(zhuǎn)距時，一、倒擋直齒輪許用彎曲應(yīng)力在400~850MPa。
對于本設(shè)計，取作用到變速器第一軸上的最大轉(zhuǎn)距根據(jù)傳動比換算到1擋的值，前面已經(jīng)得出=366500N·mm，代入下式
得=797676 N·mm
由公式3-24得：
22
=2×797676×1.65×1.1π×（4.5）3×13×8×0.208
=467.6MPa<[]
滿足設(shè)計要求。
倒檔上的倒檔直齒齒輪與一檔齒輪相同，且不承受交變載荷，所以同樣適應(yīng)。
（2）二擋斜齒輪彎曲應(yīng)力：
3-25
—彎曲應(yīng)力（MPa）；
—圓周力（N），；為計算載荷（N·mm）；為節(jié)圓直徑（mm）；
；
—斜齒輪螺旋角( °)，8=22°；
—應(yīng)力集中系數(shù)， =1.50；
—齒寬(mm)；
—法向齒距，；
—齒形系數(shù)，=0.18
—重合度影響系數(shù)，=2.0。
將上述有關(guān)參數(shù)帶入公式3-25，整理后得到斜齒輪彎曲應(yīng)力為：
3-26
當(dāng)計算載荷取作用到變速器第一軸上的最大轉(zhuǎn)距時，斜齒輪許用彎曲應(yīng)力在100~250MPa。
由公式3-26得：
2×TgcosKσπ×Z×mn3γKcK?
=2×797676×cos22×1.5π×19×43×0.18×8×2
= 201.7MPa<[]
滿足設(shè)計要求。
（3）三擋斜齒輪彎曲應(yīng)力：
—斜齒輪螺旋角( °)，6=20°；
—齒形系數(shù)，=0.162
由公式3-26得：
=2×797676×cos20×1.5π×26×43×0.162×8×2
= 166.0MPa<[]
滿足設(shè)計要求。
（4）四擋斜齒輪彎曲應(yīng)力：
—斜齒輪螺旋角( °)，4=25°；
—齒形系數(shù)，=0.12
由公式3-26得：
=2×797676×cos25×1.5π×32×43×0.12×8×2
= 175.6MPa<[]
滿足設(shè)計要求。
（5）五擋斜齒輪彎曲應(yīng)力：
—斜齒輪螺旋角( °)，2=27°；
—齒形系數(shù)，=0.09
由公式3-26得：
=2×797676×cos27×1.5π×37×43×0.09×8×2
= 199MPa<[]
滿足設(shè)計要求。
1.2輪齒接觸應(yīng)力
3-27
式中：
—輪齒的接觸應(yīng)力（MPa）；
—齒面上的法向力（N），；為圓周力；
—斜齒輪螺旋角( °)；
—齒輪材料的彈性模量（MPa）,
—齒輪接觸的實(shí)際寬度(mm)；
—主動齒輪節(jié)點(diǎn)處的曲率半徑(mm)，直齒輪，
斜齒輪；
—從動齒輪節(jié)點(diǎn)處的曲率半徑(mm)，直齒輪，
斜齒輪；
將作用在變速器第一軸上的載荷作為計算載荷時,變速器齒輪的許用接觸應(yīng)力見表4.1
表4.1 變速器齒輪的許用接觸應(yīng)力(MPa)
齒 輪
液體碳氮共滲齒輪
滲 碳 齒 輪
950~1000
1900~2000
一擋和倒擋齒輪
650~700
1300~1400
常嚙合齒輪和高擋齒輪
1.計算第一軸常嚙合齒輪接觸應(yīng)力
b = Kcmn =8×4.0=32(mm)
由公式3-27得：
=810MPa<
滿足設(shè)計要求。
2.計算一擋直齒輪接觸應(yīng)力
b = Kcm =7×4.5=31.5(mm)
由公式3-27得：
=685.5MPa<[]
滿足設(shè)計要求。
3. 計算二擋常嚙合齒輪接觸應(yīng)力
b = =7×4=28(mm)
由公式3-27得：
=599.8MPa<[]
滿足設(shè)計要求。
4. 計算三擋常嚙合齒輪接觸應(yīng)力
b = =7×4=28(mm)
由公式3-27得：
=479.5MPa<[]
滿足設(shè)計要求。
5. 計算四擋常嚙合齒輪接觸應(yīng)力
b = =7×4=28(mm)
由公式3-27得：
=447.9MPa<[]
滿足設(shè)計要求。
6. 計算倒檔齒輪接觸應(yīng)力
b = Kcm =7×4.5=31.5(mm)
由公式3-27得：
=352MPa<[]
滿足設(shè)計要求。
本設(shè)計變速器齒輪材料采用20CrMnTi，并進(jìn)行滲碳處理，大大提高齒輪的耐磨性及抗彎曲疲勞和接觸疲勞的能力。滲碳齒輪表面硬度為58~63HRC，芯部硬度為33~48HRC
倒擋軸與第2軸的中心距 中間軸與倒擋軸的中心距 模數(shù)m 模數(shù)mn 齒頂高 齒根高 中心距 變速器殼體的軸向尺寸 中間軸兩支撐間距離 第二軸支撐間的距離 第一軸與中間軸常嚙合齒輪 一擋齒輪副中間軸上的齒輪 二擋齒輪副中間軸上的齒輪 三擋齒輪副中間軸上的齒輪 四擋齒輪副中間軸上的齒輪 144 斜齒 76.5 Z1 4.5 17 4 4 β2 5 27 121 ig1 363 6.86 350 299 19.079546 分度圓直徑 76.318184 齒頂圓直徑 84.318184 齒根圓直徑 66.318184 標(biāo)準(zhǔn)中心距 121.2112334 a b 33 330 96 267 150 213 163 200 93 270 彎曲強(qiáng)度計算σw 第一軸常嚙合齒輪 199 一檔齒輪 467.6 二檔齒輪 201.7 三檔齒輪 166.0 四檔齒輪 175.6 (一、倒擋直齒輪許用彎曲應(yīng)力在400~850MPa;斜齒輪許用彎曲應(yīng)力在100~250MPa) 對軸的剛度驗算 fc(0.05~0.10mm) 第一軸常嚙合齒輪 0.0036 一檔齒輪 0.05 二檔齒輪 0.06 三檔齒輪 0.047 四檔齒輪 0.023 斜齒 斜齒 斜齒 斜齒 Z2 Z3 Z4 Z5 37 23 32 32 β4 β6 β8 25 20 22 ig2 ig3 ig4 ig5 4.24 2.6 1.56 1 32.808093 31.55369 37.308093 36.05369 41.52607071 25.377692 35.308093 34.05369 166.1042828 101.51077 141.23237 136.2147 174.1042828 109.51077 149.23237 144.2147 156.1042828 91.510768 131.23237 126.2147 121.37157 123.4446 接觸應(yīng)力計算σj 810.0 685.5 599.8 479.5 447.9 對軸的強(qiáng)度驗算(400MPa)fs(0.10~0.15mm) 轉(zhuǎn)角(0.002rad） fz(0.20mm) 0.0046 0.00012 0.006 21.5 0.14 0.00034 0.15 108.7 0.063 0.00012 0.097 53.9 0.048 0.00005 0.067 33.9 0.023 0.0002 0.033 27 (一、倒擋直齒輪許用彎曲應(yīng)力在400~850MPa;斜齒輪許用彎曲應(yīng)力在100~250MPa) 對軸的剛度驗算 斜齒 斜齒 斜齒 直齒 Z6 Z7 Z8 Z9 26 37 19 41 iR（倒檔） 6.27 25.1686191 37.4057854 17.99216 43.3125 29.6686191 41.9057854 22.49216 48.375 27.6686191 39.9057854 20.49216 46.125 110.674476 159.623141 81.96864 184.5 118.674476 167.623141 89.96864 193.5 100.674476 149.623141 71.96864 173.25 120.795891 121.5 11.25 直齒 直齒 直齒 直齒 Z10 Z11 z12 Z13 13 13 23 21 齒頂圓 4.5 齒根圓 5.625 11.8125 11.8125 23.0625 20.81 16.875 16.875 28.25 25.88 14.625 14.625 25.875 23.63 58.5 58.5 103.5 94.5 67.5 67.5 113 103.5 47.25 47.25 92.25 83.25 11.8 16.9 機(jī)械學(xué)院2012年暑假夏令營錄取學(xué)員名單 序號 姓名 性別 本科學(xué)校 序號 姓名 性別 本科學(xué)校 1張澤 男 大連理工大學(xué) 26趙丁藏 男 重慶大學(xué) 2肖培 男 電子科技大學(xué) 27劉浩 男 長安大學(xué) 3袁勝 男 東北大學(xué) 28楊潔 男 東北林業(yè)大學(xué) 4田寬 男 哈爾濱工業(yè)大學(xué) 29黃紀(jì)強(qiáng) 男 東北農(nóng)業(yè)大學(xué) 5張恒偉 男 哈爾濱工業(yè) 大學(xué)（威海 ） 30陳思曼 女 福州大學(xué) 6項升 男 哈爾濱工業(yè) 大學(xué)（威海 ） 31宛仕棖 男 廣西大學(xué) 7黃偉 男 華南理工大學(xué) 32周海濤 男 貴州大學(xué) 8曾燦 男 華南理工大學(xué) 33申輝 男 海南大學(xué) 9鄧駿鴻 男 華南理工大學(xué) 34豐成杰 男 海南大學(xué) 10林旭偉 男 華南理工大學(xué) 35王濤 男 海南大學(xué) 11鄭振群 男 華南理工大學(xué) 36楊潔 女 合肥工業(yè)大學(xué) 12黃天侖 男 吉林大學(xué) 37葉日良 男 合肥工業(yè)大學(xué) 13李會榮 女 吉林大學(xué) 38邱利宏 男 合肥工業(yè)大學(xué) 14安秀哲 女 吉林大學(xué) 39張坤 男 合肥工業(yè)大學(xué) 15朱建陽 男 蘭州大學(xué) 40呂鑫 男 河北工業(yè)大學(xué) 16翟魯鑫 男 山東大學(xué) 41劉路 男 南昌大學(xué) 17張炯 男 山東大學(xué) 42李俊雄 男 南京航空航天大學(xué) 18丁洪福 男 西北農(nóng)林科技大學(xué) 43張泉 男 上海大學(xué) 19劉旺林 男 西北農(nóng)林科技大學(xué) 44左義順 男 武漢理工大學(xué) 20何燕妮 女 中國海洋大學(xué) 45蔣靜 女 西南大學(xué) 21胡良 男 中國農(nóng)業(yè)大學(xué) 46錢士才 男 西南交通大學(xué) 22劉強(qiáng) 男 中南大學(xué) 47胡躍強(qiáng) 男 西南交通大學(xué) 23巫升銀 男 中南大學(xué) 48李志鵬 男 中國地質(zhì)大學(xué)（武漢） 24宋劍 男 中南大學(xué) 49高元 男 中國礦業(yè)大學(xué) 25張睿之 男 中南大學(xué) 50李玉杰 男 中國石油大學(xué)（華東）
本科課程設(shè)計說明書
題目：汽車設(shè)計課程設(shè)計
——變速器設(shè)計
學(xué) 院 機(jī)械與汽車工程學(xué)院
班 級 09級車輛3班
指導(dǎo)教師 趙克剛
學(xué)生姓名 鄭振群
學(xué) 號 200930081500
提交日期 2012年07月 06日
《車輛工程專業(yè)課程設(shè)計》設(shè)計任務(wù)書
機(jī)械與汽車學(xué)院 班級 姓名
一．設(shè)計任務(wù)：商用汽車變速器設(shè)計(I)
二．基本參數(shù)：協(xié)助同組總體設(shè)計同學(xué)完成車輛性能計算后確定
三．設(shè)計內(nèi)容
主要進(jìn)行變速器總成設(shè)計，設(shè)計的內(nèi)容包括：
1．查閱資料、調(diào)查研究、制定設(shè)計原則
2．根據(jù)給定的設(shè)計參數(shù)(發(fā)動機(jī)最大力矩，傳動系傳動比，驅(qū)動輪類型與規(guī)格，汽車總質(zhì)量和使用工況)，選擇變速器總成的傳動方案及零部件方案，協(xié)同設(shè)計完成一套完整的變速器裝置，設(shè)計過程中要進(jìn)行必要的計算。
3．變速器結(jié)構(gòu)設(shè)計和主要技術(shù)參數(shù)的確定
（1）主要參數(shù)的選擇和計算
中心距，外形尺寸，檔位數(shù)(不少于5擋)，各擋齒數(shù)等
（2）輸入軸(一軸)及輸出軸(二軸)主要零部件的設(shè)計與計算
齒輪強(qiáng)度計算，軸的強(qiáng)度計算，
3．結(jié)合同組“商用汽車變速器設(shè)計(II)”設(shè)計結(jié)果，繪制變速器裝配圖及主要零部件的零件圖
四．設(shè)計要求
1．變速器總成的裝配圖，1號圖紙一張。
裝配圖要求表達(dá)清楚各部件之間的裝配關(guān)系，標(biāo)注出總體尺寸，配合關(guān)系及其它需要標(biāo)注的尺寸，在技術(shù)要求部分應(yīng)寫出總成的調(diào)整方法和裝配要求。
2．主要零部件的零件圖，3號圖紙4張。
要求零件形狀表達(dá)清楚、尺寸標(biāo)注完整，有必要的尺寸公差和形位公差。在技術(shù)要求應(yīng)標(biāo)明對零件毛胚的要求，材料的熱處理方法、標(biāo)明處理方法及其它特殊要求。
3．編寫設(shè)計說明書。
五．設(shè)計進(jìn)度與時間安排
本課程設(shè)計為3周
１．明確任務(wù)，分析有關(guān)原始資料，復(fù)習(xí)有關(guān)講課內(nèi)容及熟悉參考資料0.5周。
２．設(shè)計計算 1.0周
３．繪圖 1.0周
４．編寫說明書、答辯 0.5周
六、主要參考文獻(xiàn)
1．成大先 機(jī)械設(shè)計手冊（第三版）
2．汽車工程手冊???? 機(jī)械工業(yè)出版社
3．陳家瑞 汽車構(gòu)造（下冊） 人民交通出版社
4．王望予 汽車設(shè)計?????機(jī)械工業(yè)出版社
5．余志生 汽車?yán)碚???? 機(jī)械工業(yè)出版社
七．注意事項
（1）為保證設(shè)計進(jìn)度及質(zhì)量，設(shè)計方案的確定、設(shè)計計算的結(jié)果等必須取得指導(dǎo)教師的認(rèn)可，尤其在繪制裝配圖前，設(shè)計方案應(yīng)由指導(dǎo)教師審閱。圖面要清晰干凈；尺寸標(biāo)注正確。
（2）編寫設(shè)計說明書時，必須條理清楚，語言通達(dá)，圖表、公式及其標(biāo)注要清晰明確，對重點(diǎn)部分，應(yīng)有分析論證，要能反應(yīng)出學(xué)生獨(dú)立工作和解決問題的能力。
（3）獨(dú)立完成圖紙的設(shè)計和設(shè)計說明書的編寫，若發(fā)現(xiàn)抄襲或雷同按不及格處理。
八．成績評定
出勤情況（20%）
設(shè)計方案與性能計算（40%）
圖紙質(zhì)量（20%）
說明書質(zhì)量（20%）
評 語
總 成 績
指導(dǎo)教師
注意：此任務(wù)書要妥善保管，最后要裝訂在設(shè)計說明書的第一頁。
目錄
概 述 4
中間軸式變速器設(shè)計 5
一、 傳動方案和零部件方案的確定 5
[1] 傳動方案初步確定 5
[2] 零部件結(jié)構(gòu)方案 6
二、 主要參數(shù)的選擇和計算 7
[1] 先確定最小傳動比 7
[2] 確定最大傳動比 8
[3] 擋位數(shù)確定 10
[4] 中心距A 10
[5] 外形尺寸設(shè)計 11
[6] 齒輪參數(shù) 11
三、 輪齒設(shè)計計算 16
[1] 齒輪彎曲強(qiáng)度計算 16
[2] 輪齒接觸應(yīng)力 20
四、 軸的設(shè)計計算 24
[1] 軸的結(jié)構(gòu) 24
[2] 確定軸的尺寸 24
[3] 軸的強(qiáng)度驗算 25
參考文獻(xiàn) 32
概 述
變速器的功用是根據(jù)汽車在不同的行駛條件下提出的要求，改變發(fā)動機(jī)的扭矩和轉(zhuǎn)速，使汽車具有適合的牽引力和速度，并同時保持發(fā)動機(jī)在最有利的工況范圍內(nèi)工作。為保證汽車倒車以及使發(fā)動機(jī)和傳動系能夠分離，變速器具有倒擋和空擋。在有動力輸出需要時，還應(yīng)有功率輸出裝置。
對變速器的主要要求是：
1.應(yīng)保證汽車具有高的動力性和經(jīng)濟(jì)性指標(biāo)。在汽車整體設(shè)計時，根據(jù)汽車載重量、發(fā)動機(jī)參數(shù)及汽車使用要求，選擇合理的變速器擋數(shù)及傳動比，來滿足這一要求。
2.工作可靠，操縱輕便。汽車在行駛過程中，變速器內(nèi)不應(yīng)有自動跳擋、亂擋、換擋沖擊等現(xiàn)象的發(fā)生。為減輕駕駛員的疲勞強(qiáng)度，提高行駛安全性，操縱輕便的要求日益顯得重要，這可通過采用同步器和預(yù)選氣動換擋或自動、半自動換擋來實(shí)現(xiàn)。
3.重量輕、體積小。影響這一指標(biāo)的主要參數(shù)是變速器的中心距。選用優(yōu)質(zhì)鋼材，采用合理的熱處理，設(shè)計合適的齒形，提高齒輪精度以及選用圓錐滾柱軸承可以減小中心距。
4.傳動效率高。為減小齒輪的嚙合損失，應(yīng)有直接擋。提高零件的制造精度和安裝質(zhì)量，采用適當(dāng)?shù)臐櫥投伎梢蕴岣邆鲃有省?
5.噪聲小。采用斜齒輪傳動及選擇合理的變位系數(shù)，提高制造精度和安裝剛性可減小齒輪的噪聲。
中間軸式變速器設(shè)計
一、 傳動方案和零部件方案的確定
作為一輛前置后輪驅(qū)動的貨車，毫無疑問該選用中間軸式多擋機(jī)械式變速器。中間軸式變速器傳動方案的共同特點(diǎn)如下：
（1） 設(shè)有直接擋；
（2） 1擋有較大的傳動比；
（3） 擋位高的齒輪采用常嚙合傳動，擋位低的齒輪（1擋）可以采用 或不采用常嚙合齒輪傳動；
（4） 除1擋外，其他擋位采用同步器或嚙合套換擋；
（5） 除直接擋外，其他擋位工作時的傳動效率略低。
[1] 傳動方案初步確定
（1）變速器第一軸后端與常嚙合主動齒輪做成一體，第2軸前端經(jīng)滾針軸承支撐在第1軸后端的孔內(nèi)，且保持兩軸軸線在同一條直線上，經(jīng)同步器將它們連接后可得到直接擋。擋位高的齒輪采用常嚙合齒輪傳動，1擋采用滑動直齒齒輪傳動。
（2）倒擋利用率不高，而且都是在停車后再掛入倒擋，因此可以采用支持滑動齒輪作為換擋方式。倒擋齒輪采用聯(lián)體齒輪，避免中間齒輪在最不利的正負(fù)交替對稱變化的彎曲應(yīng)力狀態(tài)下工作，提高壽命，并使倒擋傳動比有所增加，倒擋的輸出軸從動齒輪與1擋的輸出軸從動齒輪相同。
圖1 中間軸式五擋變速器傳動方案
根據(jù)以上要求，選擇圖1-a方案作為本設(shè)計的中間軸式五擋變速器的傳動方案。
[2] 零部件結(jié)構(gòu)方案
1．齒輪形式
齒輪形式有直齒圓柱齒輪、斜齒圓柱齒輪。兩者相比較，斜齒圓柱齒輪有使用壽命長、工作時噪聲低的優(yōu)點(diǎn)；缺點(diǎn)是制造工藝復(fù)雜，工作時有軸向力。
變速器中的常嚙合齒輪均采用斜齒圓柱齒輪。直齒圓柱齒輪僅用于低擋和倒擋。
2．換擋機(jī)構(gòu)形式
此變速器換擋機(jī)構(gòu)有直齒滑動齒輪和同步器換擋兩種形式。
采用軸向滑動直齒齒輪換擋，會在輪齒端面產(chǎn)生沖擊，齒輪端部磨損加劇并過早損壞，并伴有噪聲，不宜用于高擋位。為簡化機(jī)構(gòu)，降低成本，此變速器1擋、倒擋采用此種方式。
使用同步器能保證換擋迅速、無沖擊、無噪聲，得到廣泛應(yīng)用。雖然結(jié)構(gòu)復(fù)雜、制造精度要求高、軸向尺寸大，但為了降低駕駛員工作強(qiáng)度，降低操作難度，2擋以上都采用同步器換擋。
3．變速器軸承
變速器軸承常采用圓柱滾子軸承、球軸承、滾針軸承、圓錐滾子軸承、滑動軸套等。
變速器第1軸、第2軸的后部軸承以及中間軸前、后軸承，按直徑系列一般選用中系列球軸承或圓柱滾子軸承。中間軸上齒輪工作時產(chǎn)生的軸向力，原則上由前或后軸承來承受都可以；但當(dāng)在殼體前端面布置軸承蓋有困難的時候，必須由后端軸承承受軸向力，前端采用圓柱滾子軸承承受徑向力。滾針軸承、滑動軸套用于齒輪與軸不固定連接，有相對轉(zhuǎn)動的地方，比如高擋區(qū)域同步器換擋的第2軸齒輪和第2軸的連接，由于滾針軸承滾動摩擦損失小，傳動效率高，徑向配合間隙小，定位及運(yùn)轉(zhuǎn)精度高，有利于齒輪嚙合，在不影響齒輪結(jié)構(gòu)的情況下，應(yīng)盡量使用滾針軸承。
二、 主要參數(shù)的選擇和計算
目前，貨車變速器采用4~5個擋或多擋，多擋變速器多用于重型貨車和越野汽車。因此擋位數(shù)大致在4~5個，需要通過計算傳動比范圍后最后確定。
[1] 先確定最小傳動比
傳動系最小傳動比可由變速器最小傳動比ig和主減速器傳動比i0的乘積來表示
itmin=igmini0 3-1
通常變速器最小傳動比igmin取決于傳動系最小傳動比it0和主減速器傳動比i0，而根據(jù)汽車?yán)碚摚囎罡哕囁贂r變速器傳動比最小，則根據(jù)公式
ua=0.377rnigmini0 3-2
式中：ua為汽車行駛速度，km/h; n為發(fā)動機(jī)轉(zhuǎn)速，r/min; r為車輪半徑，m; igmin特指為最高擋傳動比。
可得
itmin=0.377rnvuamax 3-3
指最高車速時發(fā)動機(jī)的轉(zhuǎn)速，一般=（09~1.1），其中為發(fā)動機(jī)最大功率時對應(yīng)的轉(zhuǎn)速，本車取=3800r/min , r/min
中型車輪胎尺寸根據(jù)GB/T 19047-2003《增強(qiáng)型載重汽車輪胎系列》可選用后輪9.0R20型號，負(fù)荷下靜半徑為471mm。汽車給定的最大車速為95km/h,
后經(jīng)過主減速器校核修正之后得到
另外，為了滿足足夠的動力性，還需要校核最高擋動力因數(shù)D0max。一般汽車直接擋或最高擋動力因數(shù)取值范圍如下表所示
動力因數(shù)取值
中型貨車
微型貨車
轎車
0.04~0.08
0.08~0.1
0.1~0.2
本設(shè)計中取D0max=0.05，最小傳動比與最高擋動力因數(shù)D0max有如下關(guān)系
D0max = TtqmaxitminηtrG-CDAuat221.15G 3-4
式中：uat為直接擋或最高擋時，發(fā)動機(jī)發(fā)出最大扭矩時的最大車速，km/h，此時可近似取uat=uamax。
其它參數(shù)見下表。
參數(shù)說明
ηt
Ttqmax(N.m)
最大轉(zhuǎn)矩對應(yīng)轉(zhuǎn)速（r/min）
空氣阻力系數(shù)CD
迎風(fēng)面積A(m^2)
uamax(km/h)
0.9
366.5
2037
0.6
4.234
95
根據(jù)3-4式可得itmin=8.85>6.86,從滿足最高擋動力因數(shù)兼顧燃油經(jīng)濟(jì)性，取傳動系最小傳動比為itmin=6.86。若按直接擋igmin=1，則i0=6.86該車采用單級主減速器，主減速器傳動比i0≤7，滿足要求。
[2] 確定最大傳動比
確定傳動系最大傳動比，要考慮三方面問題，最大爬坡度或1擋最大動力因數(shù)D0max、附著力和汽車最低穩(wěn)定車速。傳動系的最大傳動比通常是變速器1擋傳動比ig1與主減速器傳動比i0的乘積，即
itmax=ig1i0 3-5
當(dāng)汽車爬坡時車速很低，可以忽略空氣阻力，汽車的最大驅(qū)動力應(yīng)為
Ftmax=Ff+Fimax 3-6
各表達(dá)式展開為
Ttqmaxitminηtr=Gfcosαmax+Gsinαmax 3-7
則
ig1≥G（fcosαmax+sinαmax）rTtqmaxi0ηt 3-8
各參數(shù)見下表
計算參數(shù)表
ηt
f
i0
r(m)
ma(kg)
Ttqmax(N.m)
αmax
0.9
0.02
6.75
0.471
10440
366.5
16°7'(30%)
代入3-8式計算可得ig1≥6.6。
1擋傳動比還應(yīng)滿足附著條件
Ftmax=Ttqmaxig1i0ηtr≤Fφ 3-9
對于后輪驅(qū)動汽車，最大附著力有如下公式
Fφ=FZ2φ=G2φ=m2gφ 3-10
式中：m2為后軸質(zhì)量，m2=66.4%ma，取φ=0.8
將式3-10代入式3-9求得
ig1≤m2gφrTtqmaxi0ηt=11.5
取ig1=6.8。此時校核的最大爬坡度為31%，即 。因此，變速器傳動比范圍是1~6.8，傳動系最大傳動比itmax=46。
[3] 擋位數(shù)確定
增加變速器擋位數(shù)能夠改善汽車的動力性和經(jīng)濟(jì)性。擋位數(shù)越多，變速器的結(jié)構(gòu)越復(fù)雜，使輪廓尺寸和質(zhì)量加大，而且在使用時換擋頻率也增高。
在最低擋傳動比不變的情況下，增加變速器的擋位數(shù)會使變速器相鄰的低擋和高擋之間的傳動比比值減小，使換擋工作容易進(jìn)行。在確定汽車最大和最小傳動比之后，應(yīng)該確定中間各擋的傳動比。實(shí)際上，汽車傳動系各擋傳動比大體上是按照等比級數(shù)分配的。
此貨車暫定擋位數(shù)為5，則相鄰擋位傳動比的比值為
Q=4ig1=46.8=1.615<1.8
一般擋數(shù)選擇要求如下：
1） 為了減小換擋難度，相鄰擋位之間的傳動比比值在1.8以下。
2） 高擋區(qū)相鄰擋位之間的傳動比比值要比抵擋相鄰擋位之間的比值小。
滿足要求，確定擋位數(shù)為5，則ig1=6.86，ig2=q3=4.21，ig3=q2=2.61，ig4=q=1.61，ig5=1。
[4] 中心距A
對于中間軸式變速器，中間軸與第2軸之間的距離稱為變速器中心距A。變速器中心距是一個基本參數(shù)，對變速器的外形尺寸、體積和質(zhì)量大小、齒輪的接觸強(qiáng)度都有影響。
中心距越小，齒輪的接觸應(yīng)力越大，齒輪的壽命越短。因此，最小允許中心距應(yīng)當(dāng)由保證輪齒有必要的接觸強(qiáng)度來確定。
初選中心距A時，可根據(jù)下面的經(jīng)驗公式計算
A=KA3Temaxig1ηg 3-11
式中：KA為中心距系數(shù)，貨車為8.6~9.6;Temax為發(fā)動機(jī)最大轉(zhuǎn)矩，N.m；ig1為變速器1擋傳動比；ηg為變速器傳動效率，取96%。
貨車的變速器中心距在80~170mm范圍內(nèi)變化。對于本輕型貨車，可取KA=9.0，其余取值按照已有參數(shù)計算3-11式可得A≈120.37mm。
[5] 外形尺寸設(shè)計
貨車變速器殼體的軸向尺寸與擋數(shù)有關(guān)，5擋為（2.7~3）A。當(dāng)變速器選用的常嚙合齒輪對數(shù)和同步器多時，應(yīng)取給出范圍的上限。
本車5擋變速器殼體的軸向尺寸取3A，取整得L=361mm。
[6] 齒輪參數(shù)
1．模數(shù)的選取
齒輪模數(shù)選取的一般原則如下
1）為了減少噪聲應(yīng)合理減小模數(shù)，同時增加齒寬；
2）為使質(zhì)量小些，應(yīng)該增加模數(shù)，同時減少齒寬；
3）從工藝方面考慮，各擋齒輪應(yīng)該選用同一種模數(shù)；
4）從強(qiáng)度方面考慮，各擋齒輪應(yīng)該選用不同模數(shù)；
5）對于貨車，減少質(zhì)量比減小噪聲更加重要，因此模數(shù)應(yīng)該選得大一些；
6）低擋齒輪選用大一些的模數(shù)，其他擋位選用另一種模數(shù)。
中型貨車（6t
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